UNIVERSIDADE ESTADUAL DE CAMPINAS
FACULDADE DE ENGENHARIA MECÂNICA
COMISSÃO DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA
Modelo Computacional para Projeto de
Compressores Axiais
Autor: Fernando de Oliveira Lopes
Orientador: Dr. Jorge Isaías Llagostera Beltrán
UNIVERSIDADE ESTADUAL DE CAMPINAS
FACULDADE DE ENGENHARIA MECÂNICA
COMISSÃO DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA
DEPARTAMENTO DE ENERGIA
Modelo Computacional para Projeto de
Compressores Axiais
Autor: Fernando de Oliveira Lopes
Orientador: Dr. Jorge Isaías Llagostera Beltrán
Curso: Engenharia mecânica
Área de Concentração: Térmica e Fluidos
Dissertação de mestrado acadêmico apresentada à comissão de Pós Graduação da Faculdade de Engenharia Mecânica, como requisito para a obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica.
Campinas, 2007
S.P – Brasil
FICHA CATALOGRÁFICA ELABORADA PELA
BIBLIOTECA DA ÁREA DE ENGENHARIA E ARQUITETURA - BAE - UNICAMP
L881m
Lopes, Fernando de Oliveira
Modelo computacional para projeto de compressores axiais / Fernando de Oliveira Lopes. --Campinas, SP: [s.n.], 2007.
Orientador: Jorge Isaías Llagostera Beltrán
Dissertação (mestrado) - Universidade Estadual de Campinas, Faculdade de Engenharia Mecânica. 1. Compressores - Projetos. 2. Compressores. 3. Termodinâmica. I. Llagostera Beltrán, Jorge Isaías. II. Universidade Estadual de Campinas. Faculdade de Engenharia Mecânica. III. Título.
Título em Inglês: Computational method for designing of axial compressors. Palavras-chave em Inglês: Axial compressors, Computational method,
Thermodynamic analysis, Design of axial compressors.
Área de concentração: Térmica e Fluídos Titulação: Mestre em Engenharia Mecânica
Banca examinadora: Waldir Antônio Bizzo e José Antônio Perella Balestieri. Data da defesa: 27/04/2007
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DEPARTAMENTO DE ENERGIA
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DISSERTAÇÃO DE MESTRADO ACADÊMICO
Modelo Computacional
para Projeto
de
Compressores
Axiais
Autor:Fernando de OliveiraLopes
Orientador:Dr. Jorge Isaías Llagostera Behrán
ABancaExaminadora composta pelos membros abaixo aprovou esta Dissertação:
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Prof. Dr. Waldir Antônio FEM IUNICAMP
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Prof. Dr. José Antônio Perrella Balestieri FEG IUNESP - GUARATINGUETÁ
Campinas, 27 de abril de 2007
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Dedicatória:
Dedico esse trabalho à Meire minha esposa que sempre me apoiou nos momentos difíceis.
Agradecimentos
Primeiramente, agradeço a Deus a todas as oportunidades e bênçãos concedidas durante toda a minha vida, com a certeza de que sem Ele nada poderia realizar.
À minha esposa Meire, pela compreensão e apoio durante a realização de todo esse trabalho.
Aos meus pais, Geraldo e Penha, que me ensinaram valores que guiaram minha vida e por seus esforços em providenciar uma educação de ensino superior. Á minha irmã Juliana pelo apoio e comentários sobre esse texto.
Em especial, agradeço ao meu Professor e Orientador Llagostera por sua paciência, dedicação e envolvimento para que esse trabalho fosse realizado, pelos livros emprestados, por suas experiências de vida que colaboraram para o meu desenvolvimento acadêmico, pelas discussões e sugestões de trabalho e principalmente por acreditar em mim, sem me conhecer, estou certo de que sem sua ajuda esse trabalho não seria realizado.
Acima de tudo, guarde o seu coração, pois dele depende toda a sua vida.
Resumo
LOPES, Fernando de Oliveira, Modelo computacional para projeto de compressores
Axiais, Campinas, Faculdade de Engenharia Mecânica, Universidade Estadual de
Campinas, 2007. 152 p. Dissertação (Mestrado).
Este trabalho apresenta o desenvolvimento de um programa computacional para modelagem inicial de compressores axiais de vários estágios pertencentes ao conjunto de turbinas a gás. O desenvolvimento do programa se baseia na metodologia adotada por Saravanamutto et al. (2001), faz uso da Primeira Lei da Termodinâmica para cálculo de potência consumida pelo compressor e da Segunda Lei da Termodinâmica para determinar o grau de irreversibilidade do sistema. O programa calcula a quantidade de estágios necessária para uma dada relação de pressão, a quantidade de palhetas por estágio e outros dados construtivos do compressor.
O trabalho analisa a eficiência global de uma turbina a gás, avalia rendimento utilizando diferentes tipos combustíveis, estuda a influência da temperatura de entrada do ar no compressor, temperatura de entrada dos gases na turbina, e eficiência isentrópica do compressor e da turbina. Fatores que geram instabilidade no compressor são discutidos e algumas sugestões são apresentadas para evitar que compressores operem fora das condições iniciais. O trabalho apresenta procedimentos claros e detalhados para o pré-projeto de um compressor de fluxo axial. Finalmente, o trabalho apresenta uma breve discussão sobre eficiência exergética de máquinas térmicas.
Palavras Chaves
- Compressor Axial, Modelo Computacional, Análise Termodinâmica, Projeto de Compressores Axiais.
Abstract
Lopes, Fernando de Oliveira, “Computational Method for designing of axial compressors”. Campinas, Faculty of Mechanical Engineering, State University of Campinas , 2007. 152 p. (Master Degree).
This work presents the developing of a computational program for designing axial compressors that hold multistage belonged gas turbine. The developing of the program is based on methodology adopted by Saravanamutto et al.(2001), it makes use of the First Law of Thermodynamic to calculate the power required by the axial compressor e the Second Law to calculate the level of irreversibilities. Beside of this the program presents the numbers of stages required for a given pressure ratio, the amount of blades per stage and other building parameters has been included to make a better analyze about the equipment.
The work contains thermal efficiency analyzes of a gas turbines, where parameters such as fuels, temperature intlet turbine, environmental conditions, efficiency of the compressor and turbine are included. Other factors such as unstable conditions are discussed and solutions to avoid that axial compressors running in off design conditions. In summary the work provides a global view about thermal machines and how their parameters can influence both in the thermal and exergetic efficiency.
Key words
- Axial Compressors, Computational Method, Thermodynamic Analysis, Design of Axial
Índice
Lista de Figuras...xii
Lista de Tabelas ... xv
Nomenclatura... xvi
Capítulo 1 Introdução ... 1
Capítulo 2 Revisão Bibliográfica... 9
2.1 Filosofias de Projeto Para Compressores... 12
2.2 Estudo de Compressores por cálculos simultâneos... 18
2.3 Conceitos sobre características compressores... 19
2.4 Compressor Transônico NACA ... 20
2.5 Falhas em palhetas de turbinas a gás ... 22
2.6 Emissão de poluentes em turbinas a gás ... 25
2.7 Combustíveis alternativos para turbinas a gás ... 27
2.8 Análise Exergética e Termoeconômica para plantas de potências ... 29
Capítulo 3 Formulação Termodinâmica ... 31
3.1 Revisão Propriedades Termodinâmicas ... 31
3.2 Entropia e Irreversibilidade... 34
3.3 Exergia ... 36
3.4 Eficiência Isentrópica de Compressores ... 44
3.5 Conceito Eficiência Politrópica ... 45
3.6 Número de Mach... 48
Capítulo 4 Modelagem Compressor Axial ... 53
4.1 Tensão nas palhetas... 55
4.2 Velocidade axial... 56
4.3 Deflexão do fluido ... 56
4.4 Bloqueio nos compressores... 60
4.5 Grau de Reação ... 63
4.6 Projeto das palhetas... 64
4.7 Cascata de palhetas ... 65
4.8 Velocidade rotacional e área frontal ... 71
4.9 Definição número de estágios ... 73
4.10 Estudo individual dos estágios ... 75
Capítulo 5 Apresentação do Modelo Computacional ... 79
5.1 Parâmetros de entrada e saída compressor... 79
5.2 Resolução estágio a estágio... 91
5.3 Projeto das palhetas... 94
5.4 Variação do raio ... 96
5.5 Gerando propriedades termodinâmicas... 96
Capítulo 6 Estudo de Casos ... 99
6.1 Análise por teorema dos PI´s ... 100
Referências Bibliográficas... 109
Anexo I Resultados... 113
Anexo II Operações fora das condições de projeto ... 119
II.1 Instabilidade em compressores... 119
Lista de Figuras
3.1 Calor específico do ar a pressão e a volume constante como função apenas
da temperatura... 33
3.2 Entalpia do ar como função da temperatura ... 34
3.3 Comparativo entre trabalho requerido pelo compressor e variação exergética com variação de pressão... 39
3.4 Comparativo entre eficiência do compressor e eficiência exergética com variação de pressão ... 40
3.5 Eficiência do compressor e consumo específico de trabalho do compressor em função da relação de pressão... 41
3.6 Comparativo entre trabalho do compressor e eficiência exergética com variação de temperatura ... 42
3.7 Comparativo entre eficiência do compressor e eficiência exergética com variação de temperatura ... 43
3.8 Representação de um processo isentrópico em um compressor (S1=S2s) e um processo real (S2r > S1)... 44
3.9 Gráfico e eficiência politrópica... 46
3.10 Relação entre eficiência global, politrópica e relação de pressão de um compressor ... 47
4.1 Esquema completo de uma turbina a gás... 53
4.2 Esquema de entrada e saída de um estágio de compressor... 54
4.4 Análise de deflexão fluido ... 57
4.5 Distribuição de velocidade do fluido através das palhetas ... 58
4.6 Perdas por atrito em função do fator de difusão ... 60
4.7 Distribuição de velocidade axial... 61
4.8 Evolução do fator de trabalho realizado com o número de estágios ... 63
4.9 Túnel de uma cascata simples... 66
4.10 Conjunto de palhetas em uma cascata reta ... 67
4.11 Curvas de deflexão... 69
5.1 Turbina a gás com destaque para as palhetas do compressor ... 80
5.2 Painel dos dados de entrada do programa computacional ... 80
5.3 Painel das pressões de entrada e saída de cada estágio... 81
5.4 Painel de velocidades e triângulo de velocidades... 82
5.5 Painel dos ângulos de entrada e saída do fluido ... 82
5.6 Painel de rendimento dos estágios ... 83
5.7 Painel das palhetas do rotor e estator... 83
5.8 Painel da evolução da temperatura x pressão ... 84
5.9 Painel dos ângulos de entrada e saída do ar nos estágios ... 84
5.10 Painel de variação do raio do segundo estágio ... 85
5.11 Painel de propriedades termodinâmicas ... 85
5.12 Painel de valores globais do compressor ... 86
5.13 Evolução do número de Haller ... 94
5.14 Curvas de deflexão... 95
6.1 Evolução potência e exergia pela velocidade rotacional do rotor ... 102
6.3 Evolução potência e exergia pela vazão mássica... 105
I.1 Referências das palhetas do rotor e estator... 114
I.2 Ângulos das palhetas do rotor e estator... 115
I.3 Potência requerida em cada estágio... 115
I.4 Evolução dos ângulos do ar... 118
II.1 Curva Característica de um compressor axial (Vazão Mássica x Relação de Pressão)... 121
II.2 Curva Característica de um compressor axial (Vazão Mássica x Eficiência Isentrópica) ... 122
II.3 Curva Característica de um compressor axila “Off- Design”... 124
II.4 Curva de rendimento de um compressor adiabático ideal ... 127
II.5 Linhas de “Surge” de um compressor com 10 estágios ... 128
Lista de Tabelas
5.1 Tabela comparativa dos resultados fornecidos por Saravanamutto x
resultados obtidos pelo programa computacional... 90
5.2 Tabela comparativa de ângulos fornecidos por Saravanamutto x resultados obtidos pelo programa computacional... 93
5.3 Tabela comparativa de pressão e temperatura fornecidos por Saravanamutto x resultados obtidos pelo programa computacional... 93
5.4 Tabela de valores construtivos das palhetas do rotor ... 94
6.1 Grandezas adimensionais... 99
6.2 Equações teorema dos PI´s ... 100
6.3 Parâmetros de entrada do compressor ... 101
6.4 Efeito velocidade rotacional ... 101
6.5 Dados entrada para projeto compressor... 102
6.6 Efeito vazão mássica sobre o desempenho compressor... 103
6.7 Dados entrada para projeto compressor... 104
6.8 Efeito da relação de pressão sobre o desempenho compressor ... 104
I.1 Resultados obtidos a partir do programa computacional ... 114
I.2 Resultados dos ângulos de entrada e saída do rotor e estator subdividindo-se o raio em 10 partes... 116
Nomenclatura
Letras Latinasa Distância da curva da palheta ao ponto máximo [m] Af Exergia de Fluxo [kJ/kg-K] Alt Altura das palhetas [m] As Área da secção transversal [m2]
C Velocidade sônica do ar [m/s] Ca Velocidade axial do ar normal ao rotor [m/s] Ch Corda da palheta [m] Cp Calor específico a pressão constante [kJ/kg-K] Cv Calor específico a volume constante [kJ/kg-K] Cw Componente da velocidade tangencial [m/s] D Diâmetro da secção [m] h Entalpia [kJ/kg] h0 Entalpia de formação [kJ/kg] • I Taxa de irreversibilidade [kJ/s] I Irreversibilidade do sistema [kJ] K Relação entre calores epecíficos
•
M Peso Molecular [kJ/kmol] Ma Número de Mach
N Freqüência de rotação [Hertz] N_est Número de estágios compressor
N_pás Número de palhetas por estágio compressor
P Pressão [kPa] Q Calor fornecido ao sistema [kJ] R Constante de um gás ideal
R Constante universal dos gases [kJ/kmol]
Rm Raio médio da palheta [m] Rt Raio da ponta da palheta [m] Rr Raio da raiz da palheta [m] S Entropia [kJ/kg-K] Sp Espaçamento entre as palhetas [m] T Temperatura [K] Ut Velocidade rotacional do rotro [RPM] V Velocidade de um fluido [m/s] W Trabalho fornecido pelo sistema [kJ]
...
Letras Gregas α
α α
α Ângulo do ar no estator [graus] α
α α
β ββ
β Ângulo do ar no rotor [graus] δδδδ Ângulo de desvio [graus] ∆ ∆ ∆ ∆ Diferença matemática εεεε Fator de deflexão do ar η η η η Rendimento λ λλ λ Fator de trabalho Λ Λ Λ
Λ Fator do grau de reação
θθθθ Ângulo de curvatura da palheta [graus] ρ ρρ ρ Densidade do ar [kg/m3] σ σ σ σ Geração de entropia •
σ Taxa de Geração de entropia [kW/K]
υ υυ
υ Fração molar dos componentes e reagentes [mols] ζζζζ Coeficiente de choque
...
Superescritos
0 Estado de referência padrão a 298K e 1 atm * Relativo à deflexão nominal
...
Subcristos
0 Propriedade referida a 298K e 1 atm
1 Condição de entrada no volume de controle
2 Condição de saída do volume de controle
01 Estado estagnação na entrada do estágio
02 Estado estagnação na saída do último estágio
3 Estado estático na saída de cada estágio
2s Referente a condição politrópica de saída 2r Referente a condição real de saída
comp compressor fe Fluxo de entrada fs Fluxo de saída ex Exergértica vc Volume de controle pol politrópica
...
Abreviações GE General ElectricMTBF Mean Time Between Failures
AFTUR Alternative Fuels for Industrial Turbines HCF High Cycle Fatigue
RPM Rotações por Minuto
VOC Volatile Organic Compound PCI Poder Calorífico Inferior WCOMP Trabalho Compressor
WTURB Trabalho Turbina
Capítulo 1
Introdução
O custo da energia tem crescido consideravelmente nos últimos anos, o que tem incentivado muitos pesquisadores a buscar soluções que possam aumentar a eficiência dos sistemas térmicos de potência. Os ciclos simples de turbinas a gás têm apresentado uma eficiência térmica em torno de 30%, enquanto os ciclos Rankine, utilizando turbinas a vapor, podem alcançar valores um pouco superiores a 40% de eficiência, ou seja, de 60 a 70% da energia disponibilizada pela queima do combustível não é aproveitada, índice bastante elevado, levando-se em conta o alto custo da energia. Sistemas térmicos de potência baseados em ciclos combinados podem alcançar eficiências próximas a 60% (Boyce, 2002).
Atualmente a geração de energia mundial é superior a 3000 GW e desse total 300 GW têm sido gerados através de ciclos combinados. Estudos estimam que em 2050 a demanda de energia estará em torno de 10000 GW, o que representaria um aumento anual de aproximadamente 140 GW, com investimentos em torno de 150 bilhões de US$ anuais. As plantas a vapor têm sido responsáveis por 56% da geração mundial de energia elétrica, seguida pelas plantas nucleares, com 12%, as usinas hidrelétricas, com 20%, os ciclos combinados e de turbinas a gás, com 10%, e diversas fontes renováveis com aproximadamente 0,1% (Boyce, 2002).
Em países onde existem grandes reservas de carvão mineral, a tendência é que as centrais termelétricas a vapor apresentem um maior crescimento em relação a outras formas de geração de energia elétrica. Nesse cenário se enquadram, por exemplo, a China, a Índia e os Estados Unidos. O carvão mineral, apesar de seu custo relativamente baixo, apresenta
dificuldades técnicas importantes relacionadas à emissão de poluentes, exigindo seu uso como combustível em centrais termelétricas, a utilização de filtros e precipitadores eletrostáticos para redução da emissão de material particulado, e em alguns casos, a utilização de plantas de desulfurização para redução da emissão de óxidos de enxofre. A tecnologia de uso de gaseificadores de carvão mineral integrado a ciclos combinados (IGCC) vem sendo desenvolvida, principalmente nos Estados Unidos, com o objetivo de utilizar o carvão mineral com maior eficiência e menores emissões de poluentes (Boyce, 2002). Nas situações em que há disponibilidade de gás natural, a alternativa de utilizá-lo como combustível em centrais de ciclo combinado tem sido a preferida, já que o gás natural é um combustível menos poluente e muito adequado para queima em turbinas a gás, apresentando baixos custos de operação e de manutenção.
Os fatos descritos até aqui têm contribuído para o crescente estudo e desenvolvimento da tecnologia de turbinas a gás pelos fabricantes, centros de pesquisas e universidades do mundo inteiro. A turbina a gás é uma máquina projetada com o objetivo de converter energia dos gases gerados no processo de combustão de um dado combustível, que não precisa ser necessariamente um combustível gasoso, em energia mecânica aplicada à propulsão ou à geração de energia elétrica. Embora o nome da máquina seja “turbina a gás”, ela é composta por diversos componentes, por exemplo:
• Compressor axial ou centrífugo; • Câmara de combustão;
• Turbina a gás propriamente dita; • Gerador de energia elétrica.
É importante ressaltar que em uma turbina a gás, o processo de compressão, combustão e expansão não ocorrem em componentes simples como os que ocorrem em uma máquina com movimentos alternativos. Eles ocorrem em componentes separados de tal forma que possam ser projetados e testados individualmente para a formação de uma turbina a gás que pode ter configurações diversas. Por exemplo, outros compressores e turbinas podem ser adicionados, com resfriadores entre os compressores e reaquecedores entre a câmara de combustão e a turbina de potência.
O funcionamento de uma turbina a gás utilizada para a geração de energia elétrica é basicamente o seguinte:
• O ar atmosférico é succionado por um compressor de fluxo radial ou axial; é então comprimido até atingir uma pressão requerida; o ar a uma pressão e uma temperatura mais elevadas entra na câmara de combustão, onde junto com o combustível irá participar da reação de combustão; após a combustão, os gases produzidos são direcionados para uma turbina a gás, onde sofrem um processo de expansão, acionando o eixo da turbina que está acoplado ao compressor e a um gerador de energia elétrica.
• No projeto de turbinas a gás, a temperatura máxima dos gases de combustão é um parâmetro muito importante, estabelecido pela qualidade dos materiais utilizados e pela técnica de resfriamento das palhetas da turbina. Esse nível de temperatura influi diretamente na relação ar-combustível utilizado na máquina. A relação de pressão utilizada é também um parâmetro importante na definição do nível de eficiência do ciclo, e deve ser determinada de modo a permitir a obtenção de elevados níveis de eficiência térmica.
• Em termos da emissão de poluentes, tem sido desenvolvido um esforço importante no projeto de combustores capazes de gerar baixos níveis de emissão de óxidos de nitrogênio. O protocolo de Kyoto (United Nations Framework Convention On Climate Changes, 1992) estabelece prazos para a redução da emissão de CO2 e, portanto, equipamentos com menores índices de emissão de CO2 e economicamente competitivos têm se tornado alvo de estudos mais intensos e sistemáticos.
Atualmente os compressores axiais são os mais empregados na tecnologia de turbinas a gás. A vantagem dos compressores axiais está na capacidade de atingir altas relações de pressão com um menor consumo de potência mecânica. Os compressores axiais operam com maior eficiência quando comparados a outros a tipos de compressores, e também possuem uma alta capacidade de fluxo para uma área frontal relativamente menor, o que é
relevante em aplicações de propulsão. Esse ganho de potencial foi percebido como resultado de pesquisas intensivas no setor aerodinâmico de compressores axiais. Máquinas de fluxo axial dominam a geração de grandes instalações de potência, enquanto os compressores centrífugos são utilizados em instalações com menor geração de potência, nas quais o fluxo é relativamente baixo. (Saravanamuto et al. 2001).
Inicialmente, as unidades de compressores axiais atingiam relações de pressão da ordem de 5:1, e para tanto utilizavam aproximadamente 10 estágios. Ao longo dos anos, pesquisas têm sido realizadas com o objetivo de elevar a relação de pressão e diminuir a quantidade de estágios, com o objetivo de elevar a eficiência térmica do ciclo.
Um compressor axial é formado por uma série de estágios, cujo número é determinado em função da relação de pressão desejada. Cada estágio é composto por uma fileira de palhetas móveis (rotor), seguido por uma fileira de palhetas estacionárias (estator).
O fluido de trabalho é inicialmente acelerado pela fileira de palhetas móveis (rotor), e desacelerado na passagem pela fileira de palhetas estacionárias (estator), onde a energia cinética transferida pelo rotor é convertida em aumento de entalpia e pressão na passagem pela fileira de palhetas estacionárias (estator). O processo é repetido quantas vezes forem necessárias nos estágios seguintes para se atingir a pressão desejada.
O processo de compressão consiste da passagem de fluxo aos difusores tanto nas palhetas do rotor como do estator, ao passo que a velocidade absoluta do fluido sofre um aumento no rotor, a velocidade relativa para o rotor é diminuída, ou seja, existe um processo de difusão dentro das passagens do rotor. Na verdade, o fluxo dentro do compressor está constantemente sujeito a um gradiente adverso de pressão, e quanto maior a relação de pressão desejada mais complexo se torna o projeto do mesmo. O limite de difusão ao qual o fluido estará sujeito significa que um estágio de compressor pode atingir uma relação de pressão relativamente pequena. O projeto de palhetas deve ser cuidadosamente baseado na teoria e experiência aerodinâmica. Problemas como falta de potência em compressores axiais, principalmente em palhetas isoladas, surgem quando a
diferença entre a direção do fluxo e o ângulo da palheta, ou seja, o ângulo de incidência se torna excessivo. (Saravanamuto et al. 2001).
O fato do gradiente de pressão estar sempre atuando contra a direção de escoamento pode causar certa instabilidade de fluxo, reversões no fluxo podem ocorrem facilmente, particularmente nos pontos onde o fluxo de massa e a velocidade de rotação são diferentes daquelas para as quais as pás foram projetadas.
O compressor de fluxo axial foi considerado neste estudo, pois como dito anteriormente, permite atingir altas relações de pressões e tem sido o tipo preferido para utilização em turbinas a gás para geração de energia elétrica.
O objetivo desse trabalho foi o desenvolvimento de um programa computacional para o dimensionamento básico de compressores de fluxo axial, dados construtivos das palhetas do rotor e estator, estimativa do número de estágios e apresentação das propriedades termodinâmicas de entrada e saída do ar. A metodologia utilizada está baseada nos procedimentos apresentados por Saravanamutto et al.(2001). Foi desenvolvido e testado um programa computacional em Delphi 7.0 que permite realizar o dimensionamento básico dos parâmetros principais de compressores axiais utilizáveis em sistemas de turbinas a gás.
Os capítulos desse trabalho estão estruturados da seguinte forma:
O Capítulo 2 apresenta uma revisão bibliográfica sobre o desenvolvimento de turbinas a gás, técnicas e critérios utilizados por centros de pesquisas para projeto de compressores axiais, estudo de casos, dificuldades geralmente enfrentadas pelo projetista, como tornar os compressores axiais máquinas competitivas através da redução de emissão de poluentes e dos esforços realizados para a proteção ambiental; a influência de parâmetros como aumento de pressão e temperatura que afetam diretamente a eficiência térmica global do ciclo; os esforços que as empresas têm despendido para obterem combustíveis menos agressivos ao meio ambiente; uma visão geral do tipo de falhas que podem ocorrer em turbinas a gás e seus motivos; a motivação pela qual a análise exergética tem se tornado um dado de análise relevante, quando da concepção e aprovação do projeto.
O Capítulo 3 apresenta uma revisão das principais propriedades termodinâmicas que serão utilizadas nos capítulos seguintes. Conceitos de eficiência isentrópica e politrópica são abordados. O conceito de exergia e análise exergética são apresentados no final do capítulo.
O Capítulo 4 apresenta a metodologia utilizada por Saravanamutto et al.(2001) para a modelagem de um compressor axial. Os parâmetros iniciais a serem definidos são sucintamente definidos, e a seqüência de cálculos utilizada pelo autor é apresentada. Ao final do capítulo, uma tabela com os resultados obtidos naquela referência, e outra com os resultados obtidos com o uso do programa computacional desenvolvido para esse fim são apresentadas, para que o leitor possa comparar os resultados obtidos e verificar a confiabilidade do programa computacional.
O Capítulo 5 resume a seqüência de cálculos realizada pelo programa computacional, as variáveis de entrada, os dados de saída e os valores armazenados na forma vetorial e matricial. O capítulo sugere ainda como o usuário deve fazer uso do programa para cálculo dos parâmetros globais, resultados de entrada e saída do compressor, e locais, resultados em cada um dos estágios do compressor. Ao compilar o programa, o leitor terá disponível uma série de valores gerados em formados *txt, para sua análise.
O Capítulo 6 faz uso de um estudo de caso apresentado por William Bathie (1996), que sugere a utilização de uma técnica através de parâmetros adimensionais, na qual um grupo de equações é apresentado e somente uma das variáveis é alterada, sendo que a essa metodologia o autor nomeia de Teorema dos Pi’s. Os dados são variados e após a compilação do programa uma série de gráficos é gerada, com os valores de potência consumida, variação exergética e eficiência exergética sendo plotados no eixo das ordenadas, enquanto os valores de cada um dos Pi’s são plotados no eixo das abcissas.
O Capítulo 7 discute a importância e a dificuldade em se trabalhar com máquinas de fluxos fora das condições de projeto para as quais foram projetadas.
O Capítulo 8 apresenta as conclusões e discute os valores obtidos e faz sugestões para trabalhos futuros.
O Anexo I contém os resultados preliminares de entrada e saída do compressor, alguns dados geométricos das palhetas da fileira de palhetas movéis e das fileiras de palhetas fixas. O Anexo I apresenta também uma análise sobre a variação do raio das palhetas em cada estágio.
O Anexo II contém mapas característicos do desempenho de um compressor com 10 estágios, analisando o desempenho de cada estágio em diferentes condições de velocidade e fluxo.
Capítulo 2
Revisão Bibliográfica
O crescimento do consumo mundial de energia elétrica, a implantação de novas unidades térmicas de potência e a preocupação com a emissão de poluentes provenientes da queima de combustíveis fósseis têm contribuído para o desenvolvimento de sistemas térmicos mais eficientes e menos agressivos ao meio ambiente.
Atualmente, as turbinas a gás podem operar com gás natural, óleo combustível, gás de nafta, metano, gases com baixo poder calorífico, óleos combustíveis vaporizados e gases provenientes da queima de biomassa.
Nos últimos 20 anos tem-se notado um considerável crescimento no desenvolvimento de novas tecnologias de turbinas a gás, acompanhado pelo desenvolvimento na tecnologia de novos materiais, revestimentos e esquemas de resfriamento. No passado, as turbinas a gás eram ineficientes como fonte de potência elétrica, quando comparadas a outras formas de geração de energia elétrica. Essa baixa eficiência era da ordem de 15% no início dos anos de 1950, para utilização de turbinas a gás em ciclo simples. Com o avanço tecnológico e a utilização das turbinas a gás em ciclo combinado, a eficiência térmica tem alcançado valores acima de 50%. O fator principal que limita a eficiência das turbinas a gás ainda é a temperatura de entrada permissível, que com os novos sistemas de resfriamento tem atingido valores próximos a 1400ºC.
Ao projetar uma turbina a gás, o projetista deve levar em consideração alguns critérios que permitam avaliar o desempenho da máquina quanto à sua viabilidade. Esses critérios são:
• Alta eficiência da turbina;
• Alta disponibilidade e confiabilidade; • Facilidade de instalação e de manutenção; • Atender aos padrões estabelecidos.
Os fatores que mais afetam a eficiência de uma turbina a gás são a relação de pressão e a temperatura máxima do ciclo. Um aumento na relação de pressão aumenta a eficiência térmica da turbina, se acompanhada por um aumento na temperatura de queima. Aumentando a relação de pressão pode haver um aumento na eficiência global, entretanto, ao se aumentar demasiadamente a relação de pressão para uma dada temperatura, obter-se-á como resultado uma redução na eficiência global do ciclo, lembrando que relações de pressão muito altas tendem a reduzir a média operacional da turbina compressor.
O efeito da temperatura é predominante no desempenho da turbina a gás: para cada 56ºC de acréscimo de temperatura tem-se um aumento de trabalho de aproximadamente 10% e um aumento de rendimento térmico aproximado de 1,5%. Maiores relações de pressão e temperatura de entrada na turbina aumentam a eficiência sobre turbinas a gás simples. (Boyce, 2002).
Parâmetros como disponibilidade e confiabilidade devem ser levados em consideração quando da concepção do projeto, uma vez que a disponibilidade mede o tempo percentual que uma planta estará disponível para geração de potência em qualquer período, enquanto a confiabilidade determina o tempo percentual que o equipamento estará parado devido a revisões e/ou paradas programadas para manutenção. A confiabilidade e a disponibilidade de uma unidade de potência estão diretamente ligadas ao tipo de combustível utilizado, aos programas de manutenção preventiva, ao modo como o equipamento está sendo operado, ao sistema de controle e às temperaturas de queima. Portanto, para que sejam obtidos altos índices de disponibilidade e de confiabilidade, além de observar os fatores descritos acima, cuidados devem ser tomados com relação ao tipo de material das palhetas, as tensões sobre o eixo e as cargas que são impostas sobre as palhetas.
Os países participantes do Protocolo de Kyoto têm concordado e realizado esforços para a melhoria da eficiência energética em setores relevantes da economia nacional, promover formas sustentáveis de agricultura sob severas mudanças climáticas, promover e desenvolver fontes renováveis de energia e novas tecnologias para a captura de dióxido de carbono. Portanto, os impactos ambientais que podem ser causados pelas turbinas a gás são uma preocupação na elaboração do projeto; projetar o equipamento de tal forma que o mesmo possa operar dentro das limitações impostas pelos acordos internacionais tem se tornado o ponto mais almejado no projeto de turbinas a gás. Ao mesmo tempo em que altas temperaturas aumentam a eficiência das turbinas, também aumentam a emissão de NOx; uma alternativa para minimizar a emissão desses gases tem sido a injeção de água ou vapor no combustor, e novos combustores para operação sem injeção de vapor têm sido projetados com essa finalidade. Os combustores estão sendo projetados de forma que possam minimizar a emissão de NOx na atmosfera.
Os compressores axiais estão presentes tanto em plantas de ciclos combinados como em ciclos simples de turbinas a gás, portanto seu estudo se torna relevante à medida que a eficiência do compressor afeta diretamente o rendimento térmico do ciclo de potência. Uma característica importante dos compressores está no chamado “mapa de funcionamento”, que descreve as condições de operação nas quais o compressor estará apto a operar. Nesse mapa de funcionamento deve ser destacada a condição de “surge”, na qual o fluxo é revertido em regiões no interior do compressor, causando vibrações e a possibilidade de danos irreversíveis ao equipamento.
Os compressores axiais são caracterizados por acelerarem o fluido por meio de uma fileira de palhetas rotativas, chamada rotor, seguido de uma fileira de palhetas estacionárias, chamada estator. Essa aceleração do fluido permite transformar o aumento de velocidade obtido no rotor em um aumento de pressão por estágio. Em geral, esse aumento de pressão varia da ordem de 1:1,1 a 1:1,4 por estágio (Boyce, 2002). Os compressores axiais podem ser descritos por meio de um sistema de coordenadas cilíndricas, no qual o eixo “Z” corresponde ao eixo do compressor, o raio “r” é medido a partir do eixo do rotor e o ângulo de rotação “θ” corresponde à direção de rotação das palhetas.
A teoria e a prática associadas à tecnologia de compressores axiais estão diretamente ligadas à tecnologia aplicada aos perfis aeronáuticos e seus estudos se baseiam em palhetas isoladas. As simulações de desempenho das palhetas de rotores e estatores geralmente são efetuadas considerando arranjos em fileiras, denominadas “cascatas”.
As palhetas de um compressor apresentam curvaturas de difícil manufatura, convexa de um lado, por onde o fluido é succionado, e côncava do outro lado, por onde o fluido é pressionado; o sentido de giro do rotor se dá em relação ao lado côncavo.
A linha de corda de uma palheta ou “chordline” é uma linha reta que vai da borda dianteira até a borda traseira da palheta, sendo a corda o comprimento da linha.
A linha de curvatura ou “camberline” é uma linha desenhada sobre duas superfícies; a curvatura da palheta é a distância que existe entre a linha de curvatura e a linha de corda.
A distância “S” de uma cascata de palhetas é medida entre duas palhetas consecutivas, considerando as bordas dianteiras e/ou traseiras. A razão encontrada entre o comprimento de corda e a distância entre as palhetas é denominada de solidez “sigma” das palhetas; esse é um parâmetro relevante, pois permite mensurar o efeito que uma palheta exerce sobre a outra.
2.1 Filosofias de Projeto para compressores
Brandt e Wesorick (1994) apresentam as filosofias de projetos adotadas pela GE, líder no mercado de desenvolvimento de turbina a gás. Suas principais filosofias encontram-se:
• Na evolução dos projetos;
• No uso do fator de escalas geométricas; • No desenvolvimento de protótipos.
A evidência citada como resultado do uso da primeira filosofia é o nível de evolução dos projetos na família de compressores axiais, cuja vazão, relação de pressão e eficiência tem aumentado em passos discretos, mantendo a confiabilidade dos projetos anteriores.
Um segundo princípio do sucesso das máquinas da GE está baseado no fator de escala geométrica que tem sido utilizada com êxito pela GE tanto em compressores como em turbinas. O fator de escala está baseado no conceito de que o tamanho físico de uma máquina de fluxo pode ser aumentado ou reduzido ao mesmo tempo em que se aumenta ou reduz a velocidade rotacional, permitindo obter resultados aerodinâmicos e mecânicos similares aos que ocorrem em turbinas e compressores. O uso do fator de escala permitiu à GE o desenvolvimento de máquinas como MS1002, MS5001, MS6001 e MS9001, que utilizaram a similaridade geométrica das máquinas MS3002 e MS7001. Se o fator de escala for definido como a relação entre diâmetros, então a velocidade do eixo varia inversamente. Dimensões lineares variam diretamente com essa relação, enquanto potência e fluxo variam com o quadrado desse fator de escala.
Um terceiro elemento da filosofia da GE está no desenvolvimento, análise do projeto, qualidade de manufatura, testes e retorno de experiência de campo. Além disso, são considerados diversos aspectos relevantes para o projeto: os rotores de uma turbina a gás recebem centenas de partidas, as elevadas tensões térmicas, as propriedades especiais dos materiais e a qualidade dos mesmos.
A primeira experiência da GE com compressores axiais ocorreu em meados dos anos de 1940, quando do desenvolvimento de um motor aeronáutico TG180. No final da década de 1940, o modelo foi alterado para MS3002, uma turbina a gás com potência de 5000 HP e um fluxo mássico de 37 kg/s.
Em 1955, o projeto de um novo compressor foi realizado para atender à demanda do mercado de geração de energia elétrica. Esse novo modelo, um compressor MS5000, operava com um fluxo de ar de 72,4 kg/s, uma relação de pressão de 6,78 e uma freqüência de 81 Hz. Posteriormente, essa freqüência de rotação foi alterada para 85 Hz, dando origem ao modelo MS5001M, que tem liderado o modelo de compressores modernos.
Para o projeto do modelo MS5001N, os três primeiros estágios do MS5001M foram reprojetados e um estágio adicionado na entrada do compressor. A guia fixa de entrada presente no modelo anterior foi trocada por uma guia de entrada variável, permitindo o ajuste do fluxo de ar de entrada. O compressor MS5001N opera a uma relação de pressão
de 9,8, uma freqüência de rotação de 85 Hz foi escalado para uma velocidade rotacional de 60 Hz, e com um aumento superior a 100% no fluxo de ar, resultando no modelo MS7001A. Aplicações do fator de escala como esse são freqüentes nos projetos realizados pela GE, dando origem a novos modelos de compressores e turbinas a gás, buscando sempre aumentar a eficiência térmica dos sistemas.
Wilson (1998) considera que entre os componentes de turbomáquinas, o compressor axial, especificamente, é o que apresenta a maior dificuldade de projeto. O projeto de compressores axiais requer habilidade e conhecimento do projetista, máquinas que causam o aumento de pressão e são uma coleção de arranjos de difusores paralelos em série, que se alternam em linhas movimentando-se uns em relação aos outros. Atualmente, os compressores axiais possuem elevada eficiência e têm operado com um menor número de estágios, condição bem diferente quando da construção dos primeiros compressores axiais. A alta eficiência dos compressores axiais pode ser explicada porque o compressor utiliza colunas de difusores, enquanto as turbinas utilizam bocais sucessivos. Os compressores apresentam uma maior complexidade de projeto e requerem maior atenção do projetista.
Chen et al. (2005) apresentam parâmetros importantes na concepção de projeto de um compressor, entre eles citam a alta eficiência termodinâmica que a máquina deve apresentar, uma larga margem de trabalho, e redução do peso do equipamento. Entretanto, ao buscar essas melhorias outras ineficiências podem ocorrer, como por exemplo, ao reduzir o peso do equipamento esse também apresentará perdas de eficiência, e quanto maior a eficiência da máquina poderá haver uma diminuição das margens de trabalho.
Essas são informações relevantes que devem ser levadas em conta quando da elaboração do projeto, para que técnicas de otimização possam ser empregadas para obter o melhor rendimento possível do equipamento.
Quando são empregadas técnicas de otimização devem ser identificadas as variáveis ótimas do projeto, as funções-objetivo e as restrições do problema. Os parâmetros que mais têm sido relacionados para a otimização de projetos de compressores são o fluxo de massa, a relação de pressão total, a velocidade rotacional do eixo, a pressão e a temperatura de
estagnação na entrada do estágio, a massa específica do ar e do material, o diâmetro na ponta das palhetas, a altura das palhetas, a rugosidade média e outras variáveis.
Os autores citados apresentam uma equação que permite efetuar a maximização de eficiência do estágio e a minimização do peso, através do uso das funções-objetivo, ou seja, determinar qual a variável [X] que minimiza as equações:
( )
[
1]
/(
1)
( )[
1 ( )]
/(1 ) ) ( 1 ) ( ) ( 1 0 0 3 2 0 0 1 3 2 1 Cp G X Cp K X G K G X K F X Cp F X G F X F − − + + − − = − = = − =η
η
η
Nas quais “F” é uma combinação linear de peso, eficiência e margem de trabalho. As variáveis, η0,G0eCp0 são valores iniciais estimados para eficiência do estágio, peso da
máquina e margem de trabalho, respectivamente. As variáveis k1, k2 e k3 são fatores de ponderação cuja soma deve ser igual a um. São também apresentadas várias restrições que devem ser levadas em consideração quando da concepção do projeto da máquina.
Bammert e Staude (1980) apresentam um estudo sobre o uso de compressores axiais que utiliza o arranjo “tandem” das palhetas; esse arranjo é constituído por duas colunas de palhetas próximas uma da outra e permite que a transformação de energia de um compressor de fluxo axial possa ser aumentada por uma seleção apropriada desse arranjo. O método “tandem”, segundo os autores, permite operar com grau de reação Λ relativamente maior do que o método convencional. O arranjo que opere nas mesmas condições aerodinâmicas nos perfis das palhetas irá possibilitar uma diminuição no número de palhetas de até 40%, além de uma redução considerável de aproximadamente 30% no comprimento das mesmas. Finalmente, o método “tandem” evita tensões adicionais sofridas pelas palhetas devido às forças centrífugas e pode operar com velocidades relativamente maiores.
Carchedi et al.(1982) apresentam o projeto e o desenvolvimento de um compressor de fluxo axial com 15 estágios para uma turbina a gás industrial de 6MW. Para o projeto, os cálculos demonstraram que uma turbina a gás com uma potência requerida de 6MW, que
opere em ciclo aberto, em que a eficiência global a ser alcançada seja de 30%, poderia operar a uma relação de pressões de 12:1 a uma temperatura máxima de 1000ºC.
Depois de selecionada a potência máxima desejável, o fluxo mássico deve então ser determinado, tendo em mente que as eficiências individuais dos componentes devem ser tão maiores quanto possível.
Estudos factíveis para desenvolvimento e projeto de compressores incluem uma grande quantidade de conceitos de compressores axiais de múltiplos estágios, tanto transônicos como subsônicos; compressores centrífugos e projetos combinados de compressores centrífugos e axiais. Para a configuração do projeto acima, os compressores centrífugos não alcançaram a eficiência desejada, enquanto os compressores combinados centrífugos e axiais exigiam um grande desenvolvimento para que os objetivos de eficiência fossem atingidos, portanto o projeto foi baseado apenas em compressores de fluxo axial, tanto transônicos como subsônicos.
Espera-se que uma eficiência levemente maior seja alcançada pelos compressores subsônicos sobre os projetos dos compressores transônicos, entretanto, os cálculos demonstram que os desempenhos dos 2 projetos devem ser comparados quando o gerador de gás completo é considerado.
A velocidade rotacional de um compressor transônico permite o uso de uma baixa razão entre os diâmetros da raiz e a da ponta da turbina, compensando a menor eficiência do arranjo do compressor.
No caso da utilização de um compressor subsônico, o projeto poderia ser realizado com doze estágios, enquanto que para obter a mesma relação de pressão com um compressor transônico, nove estágios seriam suficientes.
Rao et al. (2002) propõem a formulação e procedimento de solução na otimização de estágios de uma turbina a gás de fluxo axial. Aumentar a eficiência de cada estágio e minimizar a massa dos componentes são objetivos comuns no projeto de uma turbina a gás.
A função-objetivo irá apresentar restrições como limites da freqüência natural, valor de tensão na raiz e deflexão da palheta.
Os procedimentos analíticos utilizados em projetos de compressores axiais têm passado por grandes mudanças. Relações empíricas têm sido trocadas por métodos sofisticados de otimização. Atualmente, turbinas de grande porte e capacidade são produzidas com muitos estágios, fatores como eficiência e peso dos componentes tem sido a maior preocupação na concepção do projeto dos estágios da turbina.
Em projeto de turbinas a gás, parâmetros como pressão e temperatura na entrada do estágio, fluxo de massa e velocidade do rotor são predeterminados para início de projeto. Além disso, o calor específico dos gases é freqüentemente considerado constante.
A massa total de um estágio pode ser determinada pela soma das massas da palheta do rotor, do estator e do disco do rotor. Esse é um critério importante, pois no projeto de turbinas a gás aeronáuticas, a minimização do peso é um dos fatores mais importantes, enquanto em turbinas industriais estacionárias utilizadas em unidades de potência, o objetivo é a maximização da eficiência.
As tensões radiais, as tensões provocadas pelo movimento do gás e as tensões geradas pelas forças de pressão são as que atuam nas palhetas do rotor de uma turbina a gás de fluxo axial. Elas possuem uma intensidade significativa e devem ser incluídas na análise dos projetos. Embora as tensões variem da raiz até a ponta da palheta, o valor máximo irá ocorrer próximo à raiz da palheta.
A força de pressão que atua sobre a palheta na direção do eixo, e que representa a diferença de pressão entre a entrada e saída do rotor, pode ser determinada em termos do número de palhetas, enquanto a força de curvatura que atua na palheta na direção tangencial é causada pela mudança da velocidade tangencial entre a entrada e saída do rotor.
2.2 Estudo de compressores por cálculos simultâneos
Song et al. (2000) apresentam um novo método de cálculo capaz de prever o rendimento de um compressor de fluxo axial que utiliza o rendimento das curvas do estágio como parâmetro de cálculo. Esse método difere dos demais, pois permite o cálculo simultâneo de variáveis como temperatura, pressão e velocidade de fluxo. Além da vantagem de operar com variáveis simultâneas, o autor também destaca a flexibilidade na escolha das variáveis, por exemplo, temperatura e pressão poderiam ser utilizadas como condições de contorno ao invés de utilizar o fluxo de massa.
O projeto e operação de compressores de fluxo axial tem se tornado a grande preocupação na indústria de turbinas a gás para geração de potência. Entre os componentes de uma turbina a gás, o compressor desenvolve um dos papéis mais importantes para as condições de operação da máquina. Em compressores, é usual que se controle o fluxo de ar para garantir a segurança das turbinas a gás, quando do acionamento e desligamento, além de contribuir para elevar a temperatura de saída dos gases de exaustão ao máximo valor possível, a fim de utilizar os gases de exaustão para melhorar a recuperação de calor em ciclos combinados e em unidades de cogeração.
Tem se tornado cada vez mais importante a previsão de um método mais preciso do comportamento e rendimento dos compressores quando atuam fora das condições de projeto. Entretanto, prever esse desempenho é uma tarefa difícil, principalmente se o compressor estiver operando em uma turbina a gás.
Um método clássico, chamado empilhamento de estágios, também conhecido como “stage stacking”, tem sido utilizado para determinar o desempenho que um compressor de vários estágios irá apresentar em diversas condições. A idéia consiste em determinar o desempenho do compressor através do cálculo individual de cada estágio. Entretanto, esse método se torna pouco preciso quando o compressor está conectado a outros componentes e quando os ângulos iniciais do estator apresentam mudanças freqüentes.
O método convencional de empilhamento de estágios baseia-se em um esquema de cálculos seqüenciais; isso irá requerer as características da curva do estágio, normalmente representada pelas relações entre coeficiente de fluxo, pressão e temperatura, e eficiência
do estágio. Assumindo-se uma dada velocidade rotacional do eixo, fluxo de ar e velocidade axial, os valores de pressão e temperatura estática na entrada do primeiro estágio podem ser obtidos pelo uso da equação da continuidade. O coeficiente de fluxo pode então ser obtido da velocidade axial e velocidade rotacional, enquanto os valores de pressão e temperatura na saída do estágio são determinados pelo uso do rendimento das demais curvas de estágio. Os valores de velocidade axial, pressão e temperatura estática na saída do estágio também são determinados pelo uso da equação da continuidade e utilizadas como parâmetros para o próximo estágio, esse método é utilizado até o último estágio e pode ser chamado de seqüencial, uma vez que os valores são obtidos seqüencialmente do primeiro até o último estágio.
O método seqüencial é direto e simples e muito utilizado atualmente e tem elevada confiabilidade para cálculos envolvendo um compressor independente, entretanto, compressores de alta pressão são freqüentemente utilizados como componentes de uma turbina a gás.
Quando da simulação de sistemas de turbina a gás, o compressor é um componente complicado que está conectado a outros componentes e às variáveis de estado: pressão, temperatura e fluxo de ar são normalmente utilizados como condições de contorno a fim de facilitar e efetivar o procedimento de cálculo. Se o método convencional é utilizado, a taxa de fluxo de ar na entrada é assumida como constante até que as condições de contorno sejam satisfeitas, os quais podem tornar o cálculo impreciso, portanto, Song et al.(2000) definem o método convencional como impróprio para análise computadorizada de sistemas de turbinas a gás fora das condições de projeto.
2.3 Conceitos sobre as características do compressor
Saravanamutto et al. (2001) apresentam alguns conceitos sobre compressores de fluxo axial relacionados com o diagrama de características de funcionamento do ponto de projeto de compressores. Compressores axiais são constituídos por uma série de estágios, sendo que cada um deles possui sua própria característica, que é muito similar às características globais, apresentando, entretanto, relações de pressões bem menores.
Se o compressor for projetado de tal forma a trabalhar com uma velocidade de fluxo constante em todos os estágios, a área anular de cada estágio apresentará uma diminuição progressiva ao longo dos estágios devido ao aumento de densidade do fluxo. A área anular necessária para cada estágio será determinada pela condição de projeto inicial, e em situação onde a área seja fixa irá apresentar uma variação de velocidade ao longo do compressor. Quando o compressor operar a velocidades menores que as estabelecidas em projeto, o aumento de temperatura e a relação de pressão será menor do que a projetada.
Compressores que operam nas condições de projeto tem todos os seus estágios operando ao valor ideal de Ca/ e com ângulo de incidência corretos. U
2.4 Compressor Transônico NACA
Em seu trabalho, Bullock (1961) tem como objetivo principal fornecer informações precisas e atuais sobre pesquisas em compressores transônicos realizados pela NASA (National Aeronautics and Space Administration), além de indicar problemas notáveis e possibilidades de compressores transônicos.
O autor inicia discutindo os problemas relacionados ao número de Mach em compressores subsônicos e apresenta idéias e sugestões para superar esses tipos de problemas. Apresenta tópico sobre a importância entre as similaridades e diferenças entre compressores subsônicos e transônicos e por fim os desempenhos disponíveis em projetos práticos são apresentados.
Bullock(1961) descreve os procedimentos adotados pela NACA para elaboração de um compressor transônico de simples estágio. Ao iniciar o projeto, as questões que surgiam para a elaboração do projeto eram:
• Quais as informações de projetos são exatamente necessárias; • Quais formatos de palhetas devem ser investigados;
• As informações de projeto são requisitadas sobre que médias de condições operacionais;
• Qual a melhor maneira de se obter informações de projetos precisas.
Bullock (1961) discute os parâmetros de maior relevância utilizados para responder às questões acima de modo a prover ao projetista maneiras seguras de elaborar um bom projeto.
Informações de Projeto: As informações de projetos são naturalmente estipuladas por aproximações de elementos como as palhetas. Compressores de fluxos axiais são compostos por elementos dispostos na direção radial com formatos de aerofólios que são conhecidos como palhetas. As palhetas podem ser fixas, pertencentes ao estator, ou móveis, pertencentes ao rotor. As palhetas móveis estão juntas a superfícies de revolução geradas pela rotação ao longo do eixo do compressor. Essa superfície ao longo do eixo pode ser aproximada por um cone equivalente. Cada elemento ao longo da palheta deve ser projetado de tal forma a direcionar o fluxo de ar a uma certa direção conforme estipulado pelo diagrama de velocidades correspondente. As informações relativas sobre o projeto de palhetas devem ser obtidas com o auxílio de curvas que mostrem a variação do coeficiente de perda e o ângulo de desvio com o ângulo de incidência, o número relativo de Mach na entrada e com a posição da palheta em função de uma porcentagem de sua altura a partir da ponta do compressor. A direção e o fluxo atrás de uma fileira de palhetas devem estar sujeitos a exigências de equilíbrio radial.
Na região central, o fluxo varia tão rapidamente e é tão confuso que as técnicas descritas até esse ponto não se aplicam. De fato, o fluido nessas regiões ocupam primeiramente um espaço, transportam uma pequena quantidade de massa e contribuem muito pouco para os gradientes de pressão radial; essas regiões são reconhecidas apenas por estipularem a porcentagem da altura da palheta que deve estar ao lado delas.
As informações de projetos necessárias são, portanto, resumidas a seguir:
• Dados concernentes ao equilíbrio radial para que as palhetas possam ser definidas corretamente;
• Dados que definam a deflexão do ar e as perdas relativas de pressão em função do ângulo de incidência, do número de Mach na entrada e da posição radial da palheta;
• Dados concernentes àporcentagem da altura da palheta.
Formato das palhetas: É interessante obter uma média usual de resultados em um tempo mínimo, portanto atenção deve estar direcionada a palhetas de formato gerais, a saber, a de arco circular duplo. Uma das razões pelas quais se escolhe uma palheta desse formato é o fato de operar praticamente em condições bidimensionais. Estudos analíticos demonstram que esse formato é preferido devido à boa distribuição do diagrama de velocidades com Mach’s de entrada de 0,8 e 1,2.
Média das condições operacionais: O interesse em obter informações significantes sobre o projeto em um tempo mínimo incentivou os projetistas da NACA a realizar teste em uma ampla margem de condições relacionadas a uma turbina a gás.
Obtenção de dados precisos: O comportamento de uma palheta como visto anteriormente depende de sua posição radial. Para obter dados mais significativos concernentes ao projeto de palhetas é conveniente estudar uma fileira de palhetas reais. A média desejada deve incluir tanto condições subsônicas como supersônicas e levar em consideração a fileira de palhetas móveis, rotor, e a fileira de palhetas fixas, estator.
2.5 Falhas em Palhetas de Turbinas a Gás
Carter (2005) apresenta as falhas mais comuns que podem ocorrer em turbinas a gás aeronáuticas; tais turbinas são consideradas altamente confiáveis, já que apresentam um índice baixo de falhas. Entretanto, Carter alerta para o fato de que a confiabilidade e a segurança desses sistemas se devem principalmente ao rigoroso padrão de inspeção, que permite detectar as falhas e tomar as ações necessárias para evitar falha durante a operação. Os componentes que apresentam falhas em turbinas e ou compressores podem ser reparados ou trocados.
Entre os componentes que mais apresentam falhas, Carter (2005) destaca as palhetas de compressores e turbinas, além das guias de entrada das turbinas. As principais razões de falha nas turbinas estão diretamente ligadas à entrada de materiais estranhos e às altas temperaturas de operação.
Em geral, as palhetas das turbinas e compressores estão sujeitas às mesmas condições de trabalho, ou seja, ambas devem poder suportar altas cargas mecânicas, impostas devido à alta velocidade rotacional e pelas forças aerodinâmicas atuantes, provenientes do aumento de pressão em cada estágio do compressor ou da queda de pressão nos estágios da turbina.
A exposição a temperaturas elevadas nas palhetas das turbinas faz com que as mesmas estejam sujeitas a três tipos de avarias: a) trincas; b) fadiga e c) corrosão.
Para minimizar esses tipos de avarias, pesquisas têm sido realizadas com o objetivo de prolongar a vida dos componentes das turbinas. O uso de ligas leves que possam suportar altas temperaturas não é muito factível, por não apresentarem as propriedades necessárias para evitar trincas, que também ocorrem a altas temperaturas; por outro lado, operar em altas temperaturas significa aumentar a eficiência da turbina.
Para o caso específico das ligas de alumínio, a temperatura de operação das turbinas a gás está acima do ponto de fusão do alumínio, tornando-se, portanto, inviável esse tipo de material.
O material que mais tem sido utilizado para a fabricação das palhetas das turbinas são as ligas a base de níquel, que também têm sido utilizadas como revestimento das mesmas. Essas ligas possuem propriedades mecânicas capazes de suportar altas temperaturas, necessárias para um melhor desempenho da máquina térmica, ao mesmo tempo em que suportam altas tensões.
A possibilidade de trincas é um fator predominante que define a vida útil da palheta, e em condições normais, as trincas se propagam ao longo do comprimento da palheta. O comprimento das palhetas é inspecionado regularmente com o objetivo de ser ajustado e
corrigido para que possa recuperar sua correta dimensão e posicionamento. Quando seu comprimento atingir um valor mínimo, a palheta é então descartada.
A correção do comprimento das palhetas é um procedimento adotado com o objetivo de evitar as falhas por trincas nas palhetas que ocorrem quando as mesmas são expostas a altas temperaturas por longo período, fora das condições normais de operação, e é um procedimento que tem se mostrado satisfatório.
Outro tipo de falha que pode ocorrer nas turbinas, embora mais raramente, é a falha por fadiga nas partes rotacionais. Esse tipo de falha é pouco freqüente, pois as palhetas das turbinas a gás são cuidadosamente projetadas para evitar esse problema (“high cycle fatigue”).
Uma turbina a gás operando a 35000 rpm, que é uma velocidade bastante comum, exposta a qualquer tipo de desbalanceamento no rotor, vai produzir um ciclo de tensões a uma razão de 2,1.106 ciclos por hora de operação. Não é difícil que sejam atingidos valores da ordem de 109 ciclos, o que pode ocasionar problemas de fadiga. O valor de 109 ciclos acaba por se tornar um ponto de referência para o desempenho de turbinas, expondo-as a condições de fadiga em menos de 500 horas.
Ao se examinar a freqüência harmônica na qual o rotor vai acumular o ciclo de tensões, bem como a freqüência de passagem das palhetas, observa-se que o número cresce consideravelmente.
Considerando que o mesmo disco que gira a 35000 rpm ainda carregue 59 palhetas e possua na frente do estágio mais 19 guias para a entrada de ar, serão obtidas duas freqüências de passagem pelas palhetas. É importante notar que tanto 59 como 19 são números primos. Esses números não são escolhidos aleatoriamente, mas propositalmente, pois a utilização de números primos diminui a possibilidade de ocorrência de freqüências harmônicas indesejáveis às quais a máquina pode estar sujeita. Um dos objetivos na concepção do projeto é que ás freqüências harmônicas estejam tão longe quanto possível das condições normais de operação. Quanto mais distante estiver esse valor, maior será a vida útil das palhetas, ou seja, é possível, na elaboração do projeto, determinar qual a
intenção de vida das palhetas. Turbinas a gás aeronáuticas costumam operar 2000 horas antes que a turbina seja submetida a inspeções rotineiras e 5000 horas para uma revisão geral, e mesmo assim procedimentos comuns como limpeza devem ser realizadas normalmente.
2.6 Emissão de Poluentes em turbinas a gás
Levy et al. (2004) estudam a formação de poluentes provenientes de uma turbina a gás durante o processo de combustão. Essa emissão está diretamente associada ao projeto do combustor e às condições operacionais. A formação natural de poluentes em processos de combustão é tal que as concentrações de monóxido de carbono e de hidrocarbonetos não queimados são maiores quando operam em baixas potências e diminuem com o aumento da geração de potência. Por outro lado, óxidos de nitrogênio e fumaça são baixos quando os equipamentos operam com potências menores, atingindo seu máximo valor em potências mais altas.
A formação de NOx apresenta um crescimento exponencial com o aumento da temperatura, logo a redução nas temperaturas de saída têm sido um dos principais objetivos na tentativa de controlar a emisssão de NOx proveniente das turbinas a gás.
Um segundo objetivo seria eliminar os pontos quentes da zona de reação da câmara de combustão. Além disso, existem pequenos pontos que atingem uma baixa temperatura média se a zona de reação possuir regiões localizadas de alta temperatura dentro da câmara de combustão onde a formação de NOx seja alta. Finalmente, o tempo de permanência para a formação de NOx deve ser mantido o mínimo possível. A redução da formação térmica de NOx tanto pelo controle da temperatura de chama como pelo tempo de residência pode ser facilmente obtida pelo aumento do fluxo de ar na zona primária. Entretanto, a redução da emissão de NOx através da redução de temperatura ou do tempo de residência pode apresentar efeitos de instabilidade no combustor, além de contribuir para a formação de monóxido de carbono e de hidrocarbonetos não queimados.
